某載貨汽車排氣消聲器結構優化分析＊

杜華蓉 李舜酩 程春 潘高元 朱彥祺

（南京航空航天大學,南京 210016）

主題詞：載貨汽車 消聲器 傳遞損失 功率損失比

1 前言

隨著國家對汽車噪聲要求[1]的日益提高，降噪已經成為汽車廠家亟待解決的問題。車輛主要噪聲源是排氣噪聲，而降低排氣噪聲最主要、最有效的處理方式是采用排氣消聲器[2]。為設計性能優良的消聲器，需要采用有效方法分析其消聲性能[3]。通常當噪聲頻率低于消聲器平面波截止頻率時，可采用基于一維平面波理論的傳遞矩陣法來分析消聲器的性能；而當噪聲頻率高于平面波截止頻率、消聲器內部出現高階波時，則需要使用三維有限元方法進行分析[4-6]。

本文以某型載貨汽車發動機排氣系統為研究對象，對原消聲器進行聲學測試，基于試驗結果提出兩種消聲器結構優化方案，并利用三維有限元法對兩種優化方案的消聲器消聲性能進行了對比分析，對消聲效果優良的優化方案進行了插入損失測試以及功率損失測試。

2 原消聲器性能分析

2.1 消聲器性能評價指標

消聲器性能評價指標主要包括聲學性能評價指標和空氣動力學性能評價指標。

聲學性能評價指標主要包括插入損失、傳遞損失。插入損失IL是指安裝消聲器前后，在某測點測量得到的聲功率級之差；傳遞損失TL是指入口處的入射聲功率級與出口處的透射聲功率級之差。插入損失和傳遞損失表達式分別為[7]：

式中，LW1、LW2分別為安裝消聲器前、后某測點的聲功率級；W1、W2分別為安裝消聲器前、后某測點的聲功率；LWi、LWt分別為入射聲功率級與透射聲功率級；Wi、Wt分別表示入射聲功率與透射聲功率。

插入損失與聲源反映了消聲器實際消聲效果，與外界條件有關；傳遞損失反應消聲器消聲能力，與外界條件無關，只與消聲器本身結構有關。

空氣動力學指標主要包括壓力損失、功率損失比。壓力損失是指穩定氣流通過消聲器時所造成的進口與出口兩端面之間的壓力降。功率損失比表示標定工況下空管和帶消聲器兩種狀態下發動機功率的差值與空管狀態下發動機功率比值的百分比[8]。

通常情況下插入損失與功率損失比通過試驗測試分析得到，消聲器的傳遞損失與壓力損失利用軟件仿真分析計算得到。

2.2 消聲器聲學試驗

在柴油機臺架上進行消聲器聲學試驗，測試設備采用LMS公司的Test.Lab數據采集系統，聲學傳感器采用杭州愛華AWA14423型聲傳感器。試驗過程按標準GB/T 4760—1995《聲學消聲器測量方法》實施，測試環境噪聲為68.05 dB（A），風速小于1.5 m/s。圖1為排氣消聲器聲學測試示意圖，試驗在發動機滿載狀態、轉速為900～2 200 r/min的范圍內進行間隔測量。

圖1 排氣消聲器聲學測試示意

2.2.1 消聲器聲學性能分析

原消聲器性能分析結果如圖2所示，由圖2 a可看出，原消聲器插入損失值為6～7.5 dB，安裝原消聲器后排氣噪聲降低，但降噪量較小，最大值為7.5 dB。由圖2b可看出，安裝消聲器后，發動機功率損失比較小，基本都在柴油機功率損失比要求（7%）[9]的范圍內。

圖2 原消聲器性能分析結果

2.2.2 排氣頻譜分析

圖3為安裝消聲器前、后排氣噪聲頻譜圖，由圖3可看出，原消聲器在高頻段降噪明顯，但在中低頻段，尤其是在30～1500 Hz頻率范圍內降噪效果較差，因此需要對原消聲器進行優化設計，以降低低頻段內的排氣噪聲。

圖3 安裝消聲器前、后排氣噪聲頻譜圖

3 消聲器結構優化

3.1 消聲器結構優化方案

由于消聲器安裝空間的限制，消聲器的總體外形尺寸保持不變。消聲器進口處與發動機排氣管連接，因此消聲器進口管的直徑保持不變。消聲器的消聲量與腔數有關，消聲器腔數根據所要達到的消聲量分為三類，第一類的消聲量大于10 dB（A），這時消聲器最好選擇2～3腔；第二類的消聲量在15 dB（A）以上，這時最好選擇3～4腔；第三類的消聲量超過20 dB（A），這時消聲器應大于4腔[10]。考慮消聲器實際消聲量，采用4腔式消聲器。根據消聲器排氣聲學試驗可知，排氣噪聲幅值頻率主要為400 Hz、600 Hz及800 Hz，可設計共振腔消除。因此針對消聲器優化頻段，提出兩種消聲效果較好的消聲器優化方案，圖4為原消聲器模型及兩種優化方案的消聲器幾何模型。

圖4 優化前、后消聲器幾何模型

如圖4b所示（優化方案一），從消聲器排氣入口側開始，第一、二、三、四腔的長度依次為140 mm、70 mm、70 mm和70 mm。前三腔都是擴張腔，其腔內前置內插管均為其腔長的1/2，后置內插管均為各腔長的1/4，第四腔為共振腔。第一腔與第二腔之間通過3個直徑為30 mm的內插管連接。根據共振頻率計算公式[11]，得到第一～第四腔內插管穿孔直徑分別為8 mm、5 mm、7 mm、10 mm，各腔內插管穿孔個數分別為18、4、4、36。

如圖4c所示（優化方案二），消聲器各腔尺寸相同。第二、四腔為擴張腔，其腔內前置內插管均為其腔長的1/2，后置內插管均為各腔長的1/4，第一、三腔為共振腔。第一、三、四腔內插管穿孔直徑分別為10 mm、10 mm、8 mm，穿孔個數為6、24、20。

3.2 消聲器流場分析

利用軟件Fluent進行消聲器流場分析，消聲器進口邊界條件選擇質量流量，進口溫度設置為575℃，出口邊界條件設為壓力出口，與外界壓力差為0。壁面材料為409L，平均散熱系數為11 333 W/（m2·K）。經過Fluent流體仿真計算，排氣消聲器流體性能分析結果如表1所列。與原消聲器相比，優化方案一的消聲器壓力損失與平均流速都減小，其中壓力損失減小了3.7%，平均流速減小了10.8%，最大流速增加14.96%；優化方案二的消聲器壓力損失與最高流速都增大，其中壓力損失增大了2.16%，最高流速增加了30.68%，平均流速減小24.12%。

表1 消聲器流體性能對比

3.3 消聲器聲學性能分析

利用LMSvirtual.Lab軟件進行聲學性能分析，流體材料定義為空氣，消聲器進口邊界條件定義為單位聲功率，出口屬性定義為AML層，分析頻率為1～5 000 Hz，遞增步長為10 Hz。將計算得到的各優化方案消聲器傳遞損失與原消聲器傳遞損失進行對比，結果如圖5所示。

圖5 優化前、后消聲器傳遞損失對比結果

由圖5可看出，優化方案一的消聲器在1 500 Hz以內的寬頻范圍內具有足夠的消聲量，特別是在400～1 500 Hz頻段內消聲效果明顯，在目標頻率為500 Hz、1 000 Hz時出現了共振峰，最大消聲量達到100 dB。與原消聲器相比，中低頻區域消聲量顯著提高，2 000～4 000 Hz之間的中高頻區域也保持了較高的消聲量，達到優化目的。優化方案二的消聲器在500～2 500 Hz的頻段內消聲量增加，在500 Hz、1 000 Hz頻率處也出現了共振峰，最大消聲量為90 dB。經對比分析，優化方案一在低頻段尤其是500～1 000 Hz范圍內消聲效果更好。

綜合考慮消聲器流體性能與消聲性能可知，優化方案一的性能優于優化方案二，因此針對優化方案一的消聲器進行實物加工及試驗驗證。

4 試驗驗證

為了與原消聲器消聲性能進行對比，在相同試驗條件下進行優化方案一消聲器排氣聲學試驗，分析優化后消聲器的插入損失及功率損失比，結果如圖6所示。由圖6a可知，優化后的消聲器插入損失為8～14 dB，相對于原消聲器，優化后消聲器插入損失都有所增加，優化后的消聲器的消聲性能得到了明顯提高。由圖6b可知，優化后的功率損失比在發動機轉速為1 400～2 000 r/min時有所增加，但都滿足功率損失比要求（7%）。

圖6 優化前、后消聲器性能對比

5 結束語

針對某載貨汽車排氣消聲器在中低頻段降噪不明顯問題，基于試驗分析結果提出了兩種消聲器結構優化方案，利用三維有限元法對兩種方案的消聲器性能進行了對比分析，對消聲效果優良的方案進行了插入損失測試及功率損失測試。測試結果表明，在發動機轉速為900～2 200 r/min時，優化后的消聲器插入損失都有所增加，功率損失比都在柴油機功率損失比要求的范圍內，說明消聲器的優化方案有效，能夠降低整車噪聲，提高駕駛舒適性。